魯飛飛，凡 東，田宏亮

(1.煤炭科學研究總院，北京 100013；2.中煤科工集團西安研究院有限公司，陜西 西安 710077)

坑道勘探可避開上部采空區(qū)，相對于地表勘探能節(jié)省大量的鉆探工作量，沿礦床層帶多角度鉆孔，實現(xiàn)金屬礦山的邊探邊采，是一種經(jīng)濟、高效的勘探手段[1-2]。受礦山巷道運輸條件限制，大功率鉆機搬遷運輸困難，為解決這一問題，通過模塊設(shè)計，將設(shè)備進行模塊化拆分，采用小排量雙動力雙泵合流解決方案。化整為零，可有效減小單個泵站的運輸尺寸及重量。由于負載敏感系統(tǒng)能夠?qū)崿F(xiàn)負載獨立的流量輸出，無溢流損失，有較好的節(jié)能效果。然而雙負載敏感泵系統(tǒng)合流時，2個泵的輸出功率不平衡，鉆機輸出參數(shù)不符合設(shè)計要求是亟需解決的難題。

相關(guān)學者對負載敏感系統(tǒng)與鉆機液壓系統(tǒng)開展研究，殷新勝等[3]對負載敏感技術(shù)在全液壓動力頭式坑道鉆機上的應用進行分析，研究負載敏感技術(shù)的節(jié)能，流量穩(wěn)定，操控簡便等特性。劉慶修等[4]對GDY-2000L 工程鉆機負載敏感液壓系統(tǒng)進行研究，對負載敏感控制閥和限壓閥及整個液壓系統(tǒng)進行建模與仿真，對系統(tǒng)壓力自適應特點進行系統(tǒng)分析和總結(jié)。宋海濤等[5]對采用負載敏感傳動控制的鉆機回轉(zhuǎn)液壓回路進行建模仿真，并分析負載敏感泵負載時所反饋油管的通徑和長度對液壓系統(tǒng)動態(tài)特性的影響，得出負載敏感液壓系統(tǒng)對負載反饋油管的要求?？讜晕鋄6]對負載敏感系統(tǒng)和閥控系統(tǒng)中的管道效應分別從時域和頻域兩個角度，對現(xiàn)存的各種流體管道數(shù)學模型進行分析和對比。陳隨英等[7]得出負載敏感變量泵輸出流量和壓力可實時與負載相適應，補償壓力約為1.5 MPa，可有效提高液壓系統(tǒng)效率，減少系統(tǒng)發(fā)熱。李昊[8]對負載敏感閥彈簧剛度，反饋管路長度，反饋管路內(nèi)徑和阻尼孔直徑與多執(zhí)行器同時動作時負載敏感液壓系統(tǒng)穩(wěn)定性之間的關(guān)系進行了研究。目前對負載敏感系統(tǒng)研究主要集中在單泵系統(tǒng)，缺乏雙動力雙負載敏感系統(tǒng)的相關(guān)理論研究，對雙泵合流負載敏感系統(tǒng)功率匹配尚缺乏理論及依據(jù)。本研究旨在解決雙泵功率平衡問題，采用液壓系統(tǒng)計算機仿真技術(shù)，建立系統(tǒng)模型，得到系統(tǒng)動態(tài)輸出特性，重點分析反饋管路以及壓力補償器對雙泵站功率平衡的影響，并通過坑道鉆機能力檢測試驗臺進行鉆機性能測試試驗，結(jié)合仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)進行對比分析，從而解決雙負載敏感泵輸出功率匹配問題。

1 工作原理與分析

為解決坑道鉆機單個泵站重量大，轉(zhuǎn)場運輸困難的問題，研制了ZDY1200G 型輕量化坑道鉆機，該鉆機泵站采用模塊化設(shè)計思想，為減輕單個模塊重量，泵站采用雙泵站設(shè)計[9]，2 個電機分別驅(qū)動2 個負載敏感泵，合流后為系統(tǒng)供油。鉆機由操縱臺、主機、雙動力泵站4 部分組成，如圖1 所示。

圖1 ZDY1200G 鉆機Fig.1 ZDY1200G drilling rig

負載敏感系統(tǒng)原理如圖2 所示，2 個負載敏感泵作為高壓油源，為保證一個泵故障時，其另一泵不受影響，在2 個負載敏感泵的出口分別設(shè)計了單向閥。負載敏感閥反饋油直接與2 個泵的負載反饋LS 口連接，根據(jù)負載敏感泵基本原理，節(jié)流閥流量與節(jié)流閥兩端壓差 Δp及節(jié)流閥開口度有關(guān)，當 Δp與節(jié)流閥開口度固定不變時，泵輸出流量恒定，不受負載變化影響，Δp由泵的壓力補償閥調(diào)定。

圖2 雙泵系統(tǒng)原理Fig.2 Schematic diagram of the multi pump system

負載敏感系統(tǒng)流量方程[10-11]為：

式中：Q為節(jié)流口的流量，L/min；pS、pL分別為節(jié)流口前后油壓，MPa；xv為節(jié)流閥的位移量，mm；Cd為流量系數(shù)；ω為節(jié)流口面積梯度；ρ為油密度，kg/m3。

從式(1)可以看出，若使流量與負載無關(guān)，只與節(jié)流口(負載敏感閥開口)有關(guān)，需維持節(jié)流閥口壓差恒定，因此，在泵的斜盤控制回路上設(shè)置壓力補償閥，維持節(jié)流閥口前后壓差恒定。執(zhí)行機構(gòu)工作時，保持多路閥開口度不變，壓力補償閥受負載壓力、泵壓及補償壓力(一般取1.2～2.0 MPa)共同作用，處于平衡狀態(tài)，當負載變化時，壓力補償閥動作最終維持節(jié)流閥前后壓差不變，從而實現(xiàn)負載獨立的流量控制，使泵的流量只與閥的開口相關(guān)。

壓力補償閥閥芯力平衡方程[12-14]：

式中：xc為閥芯的位移，mm；mc為閥芯質(zhì)量，kg；Bc為阻尼系數(shù)；kc為閥芯彈簧剛度，N/m；Ac為閥芯的橫截面積，mm2。

如圖2 所示，ZDY1200G 坑道鉆機雙泵系統(tǒng)中，泵出口并聯(lián)，反饋管路并聯(lián)，在不考慮管路差異時，可得：

式中：pS1為泵1 節(jié)流口前油壓，MPa；pS2為泵2 節(jié)流口前油壓，MPa；pL1為泵1 節(jié)流口后油壓，MPa；pL2為泵2 節(jié)流口后油壓，MPa。

式中：Q1為泵1 的流量；Q2為泵2 的流量。

實際應用中，反饋管道的壓力傳輸特性如方程[11-13]：

式中：Δp為管道進出口壓差，MPa；d為管道內(nèi)徑，mm；L為管道長度，m；v為運動黏度，m2/s。

由式(5)可知，在管道流量相同的情況下，管道壓損與管道長度成正比。在單泵系統(tǒng)中，泵到閥、閥反饋油到泵，管路相對比較簡單，公式推導過程中，通常忽略了管路等對系統(tǒng)的影響。然而在雙泵系統(tǒng)中，由于管路相對比較復雜，壓力補償閥之間會相互干擾，使得個別壓力補償閥調(diào)節(jié)范圍及頻率增大，降低了壓力補償閥使用壽命，同時造成個別泵壓力波動，降低系統(tǒng)控制精度及平穩(wěn)性[15-16]。

2 雙泵負載敏感系統(tǒng)建模及仿真

分析負載敏感系統(tǒng)工作原理，采用液壓系統(tǒng)動態(tài)分析軟件AMEsim 建立其動態(tài)模型[17-22]，如圖3 所示。

圖3 雙泵負載敏感系統(tǒng)Fig.3 Multi pump load sensing system model

根據(jù)表1 中鉆機主要參數(shù)，初步設(shè)定模型主要參數(shù)見表2。

表1 ZDY1200G 主要性能參數(shù)Table 1 ZDY1200G parameters

表2 模型主要參數(shù)Table 2 Main parameters of the model

2.1 不考慮管路影響

在不考慮管路影響的情況下，初步設(shè)定2 條反饋管路長度均為1 m，壓力補償器彈簧剛度為5 479 N·m，彈簧初始力為11.5 N，多路閥開度為40%，模擬負載轉(zhuǎn)矩由200 N·m 逐漸增加至1 200 N·m，系統(tǒng)總效率60%。測試系統(tǒng)輸出特性曲線如圖4 所示。

圖4 不考慮管路差異仿真結(jié)果Fig.4 Simulation results without pipeline differences considered

從圖4 中可以看出，在不考慮管路影響的情況下，在負載從200 N·m 逐漸增大到1 200 N·m 過程中，動力頭轉(zhuǎn)速始終保持不變，2 個泵的輸出功率曲線逐步增大且完全重疊。

2.2 考慮管路影響

在實際應用中，由于模塊化鉆機動力泵站結(jié)構(gòu)、管路、接頭無法保證完全一致，因此在其他設(shè)置不變的情況下，取泵2 的反饋管路長度為2 m，其余參數(shù)與圖4 完全一致，模擬結(jié)果如圖5 所示。

圖5 考慮管路差異模擬結(jié)果Fig.5 Simulation results with pipeline differences considered

從圖中可以看出，在負載從70 N·m 逐漸增大到240 N·m 過程中，動力頭轉(zhuǎn)速基本保持不變，此時動力頭輸出功率逐漸增大，泵1 功率增速明顯大于泵2，當泵2 的輸出功率超過7.9 kW 時，功率不再增加，且隨著動力頭總功率的增加，泵2 輸出功率有減小趨勢。模擬結(jié)果同時印證了理論分析結(jié)果，雙泵雙動力負載敏感系統(tǒng)反饋管路長度差異，使得2 個負載敏感泵輸出功率無法平衡。從分析結(jié)果可以看出，在反饋管路長度差異較大時，較長反饋管路的泵輸出功率并不是隨負載增大而增大，而是達到某一極值后呈下降趨勢，從而降低了動力頭最大輸出功率。

2.3 設(shè)置阻尼孔

實際應用中，很難做到2 個反饋回路完全一致，因此，需要重新匹配2 個泵的反饋回路，以平衡2 個泵的功率。通常有2 種方式，一種是調(diào)節(jié)壓力補償彈簧與壓縮量，另一種是在反饋回路中設(shè)置阻尼，以匹配2 條反饋回路參數(shù)。優(yōu)化后的模型如圖6 所示，圖6 中橙色橢圓圈是改進部分。

圖6 雙泵負載敏感系統(tǒng)改進模型Fig.6 Improved model of the double-pump load sensing system

單純在泵1 的反饋回路中設(shè)置阻尼，通過改變阻尼孔通徑，實現(xiàn)兩泵功率的平衡。當泵1 反饋管路通徑為6 mm，長度為1 m，泵2 的反饋管路通徑為6 mm，長度為2 m 時，動力頭負載保持為1 200 N·m 不變，多路閥開口度仍然為40%，改變阻尼孔大小，動態(tài)模擬結(jié)果如圖7 所示。從圖中可以看出，當阻尼孔通流面積為2.65 mm2時，2 個泵的輸出功率達到平衡。

圖7 阻尼孔通流面積與雙泵功率匹配Fig.7 Matching of flow area and power

2.4 調(diào)節(jié)壓力補償器

在不改變管路的情況下，通過調(diào)節(jié)壓力補償器彈簧預壓縮量，實現(xiàn)兩泵功率的平衡。模擬結(jié)果表明，當泵1 反饋管路通徑為6 mm，長度為1 m；泵2 的反饋管路通徑為6 mm，長度為2 m 時，動力頭負載保持為1 200 N·m 不變，多路閥開口度仍然為40%，調(diào)節(jié)彈簧預壓力為8.9 N，動態(tài)模擬結(jié)果如圖8 所示。從圖中可以看出，對比調(diào)整前后可以看出，通過調(diào)節(jié)壓力補償器預壓縮彈簧，可使2 個泵的輸出功率達到平衡(泵1 和泵2 功率曲線重合)。

圖8 微調(diào)壓力補償器雙泵功率模擬結(jié)果Fig.8 Simulation results of fine tuning pressure compensator

2.5 優(yōu)化模型后負載適應性

為了進一步驗證模型動態(tài)分析結(jié)果，通過模擬負載變化過程，進一步驗證系統(tǒng)輸出特性，在多路閥開口不變的情況下，模擬負載變化，結(jié)果如圖9 所示。1～10 s負載在200～1 200 N·m 之間連續(xù)變化，在10 s 負載由400 N·m 增加到1 200 N·m，在12 s 負載減小到400 N·m。從模擬結(jié)果可以看出，無論是負載連續(xù)變化，還是突變，2 個泵的輸出功率基本平衡，說明重新調(diào)整參數(shù)以后，2 泵的輸出匹配較好，且具有較好的負載適應性。

圖9 負載適應性模擬Fig.9 Load adaptability simulation

3 室內(nèi)實驗

為進一步驗證理論分析結(jié)論，在國家安全生產(chǎn)西安勘探設(shè)備檢驗檢測公司坑道鉆機試驗臺對鉆機進行測試試驗，該試驗臺的能力參數(shù)見表3。

表3 測試臺測試參數(shù)范圍Table 3 Test parameters and scope of the test bench

3.1 實驗方案

2 個泵站分別編號為泵1、泵2，2 個負載敏感泵反饋管路長度分別為1、2 m。在不做系統(tǒng)匹配的情況下，對鉆機進行加載測試，輸出功率作為參考結(jié)果。對比在反饋回路較短的泵站管路中，設(shè)置直徑1 mm 阻尼前后鉆機動力頭輸出參數(shù)。對ZDY1200G 坑道鉆機雙泵負載敏感系統(tǒng)進行試驗測試，主要包括以下步驟：

(1) 控制動力頭轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，將扭矩從20 N·m 增大到260 N·m，分別測量2 個泵的實際輸出功率，每間隔2 min 記錄一次數(shù)據(jù)。

(2) 控制動力頭轉(zhuǎn)速為350 r/min，將扭矩從20 N·m 增大到1 200 N·m，分別測量2 個泵的實際輸出功率，每間隔2 min 記錄一次數(shù)據(jù)。

3.2 匹配前雙泵功率輸出特性

如圖10 中，鉆機正常啟動后，動力頭不同轉(zhuǎn)速下，對鉆機加載，間隔2 min 測一次，實測結(jié)果可以看出，從4～6 min 動力頭轉(zhuǎn)速基本不變。隨著轉(zhuǎn)矩的增加，泵1 電機的輸出功率由35 kW 增大到37 kW，泵2 電機的功率基本沒有變化。在8～10 min，負載轉(zhuǎn)矩不變，轉(zhuǎn)速突然降低，此時泵1 電機的輸出功率保持為37 kW不變，而2 號泵電機的輸出功率由22 kW 增大到了37 kW。測試結(jié)果表明，未調(diào)整之前，無論是低轉(zhuǎn)速工況還是高轉(zhuǎn)速工況，負載變化過程中，2 個泵站電機的功率差值較大，且動力頭的輸出參數(shù)達不到理論輸出。

圖10 未設(shè)置阻尼測試結(jié)果Fig.10 Test results with damping not added

3.3 設(shè)置阻尼后雙泵功率輸出特性

根據(jù)理論分析及仿真結(jié)果，為匹配2 個泵站的輸出功率，在負載敏感泵1 的反饋管路中設(shè)置通徑1 mm的阻尼孔，然后進行加載測試，測試結(jié)果如圖11 所示。在2～6 min，動力頭轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，逐漸增大負載轉(zhuǎn)矩，在此過程中，動力頭轉(zhuǎn)速基本不變，說明負載敏感系統(tǒng)具有較好的速度剛性。在加載過程中，泵1 電機的輸出功率由21.5 kW 逐漸增大到39.5 kW，泵站2電機功率由20 kW 逐漸增大到38 kW，但在6～19 min，隨著負載的進一步增加，泵站1 電機的功率明顯增加的較快，而且出現(xiàn)了過載，泵2 電機的功率增加則明顯放緩。

圖11 設(shè)置阻尼后臺架測試結(jié)果Fig.11 Test results of adding 1 mm damping backstage

為了進一步對比測試結(jié)果，將管路中的阻尼孔通徑改為0.8 mm，進行加載測試，測試結(jié)果如圖12 所示。在2～6 min，動力頭輸出轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，逐漸增大負載轉(zhuǎn)矩，在此過程中，動力頭轉(zhuǎn)速基本不變，說明負載敏感系統(tǒng)具有較好的速度剛性。在加載過程中，泵1 電機的輸出功率由19.5 kW 逐漸增大到37.5 kW,泵2 電機功率由20 kW 逐漸增大到38 kW，但是在6～10 min，隨著負載的進一步增加，2 號電機的功率增加的要快一些，同樣出現(xiàn)了過載。

圖12 0.8 mm 阻尼孔通徑后臺架測試結(jié)果Fig.12 Test results of adding 0.8 mm damping backstage

對比圖11 和圖12 測試結(jié)果，在管路中設(shè)置合適的阻尼，可實現(xiàn)2 個模塊化泵站功率的匹配，然而在實際操作中，單純地設(shè)置阻尼存在2 方面的問題：

(1)由于動態(tài)模型無法完全模擬實際管路，為了較好地匹配2 個泵站的功率，需要經(jīng)過多次測試來優(yōu)選合適阻尼孔大小。

(2)從測試結(jié)果可以看出，阻尼孔通徑微小變化，便造成2 個泵站輸出功率較大的變化，這對阻尼孔的加工精度要求較高，實際中較難控制其加工精度。

3.4 設(shè)置阻尼后同時調(diào)節(jié)壓力補償器輸出特性

為了提高可操作性，同時降低阻尼孔加工精度，在管路中設(shè)置通徑1 mm 的阻尼孔后，加載過程中，微調(diào)泵的壓力補償器，測試結(jié)果如圖13 所示。從圖中可以看出，無論是在低轉(zhuǎn)速大轉(zhuǎn)矩還是高轉(zhuǎn)速小轉(zhuǎn)矩工作狀況下加載，2 個泵的輸出功率都保持了較好的平衡，滿足鉆機輸出參數(shù)要求，最終使實測數(shù)據(jù)與理論計算結(jié)果接近。

圖13 微調(diào)補償壓力后測試結(jié)果Fig.13 Test results after fine adjustment of compensation pressure

4 結(jié) 論

a.管路差異對雙泵雙動力負載敏感泵合流系統(tǒng)輸出特性有較大的影響，會造成實測輸出與理論輸出存在較大偏差。

b.在反饋管路中設(shè)置阻尼并根據(jù)管路匹配阻尼參數(shù)，可實現(xiàn)雙泵輸出參數(shù)的基本平衡，通過微調(diào)壓力補償器彈簧預壓縮量，可使系統(tǒng)達到較好平衡，消除管路差異影響。

c.通過建立雙負載敏感泵系統(tǒng)動態(tài)模型，動態(tài)分析結(jié)合測試實驗可有效縮短研究周期并降低成本，較好地解決了坑道鉆機模塊化泵站功率匹配難題。該方法有較強的普適性和應用價值，對坑道鉆機液壓泵站的模塊化設(shè)計具有借鑒意義。

d.通過設(shè)置阻尼孔及調(diào)整壓力補償器彈簧，均需要根據(jù)每一套設(shè)備進行重新匹配，在應用中，仍存在操作不便的情況，后續(xù)將進一步開展匹配方法優(yōu)化的研究。